液壓系統(tǒng)設計與計算.ppt

第九章 液壓系統(tǒng)設計與計算 重點要求 液壓系統(tǒng)的設計與計算的方法及步驟 具體要求 掌握液壓系統(tǒng)的設計與計算的方法及步驟。,設計方法：經(jīng)驗法 具體步驟： 明確任務、工況分析擬定系統(tǒng)原理圖計算、選擇液壓元件驗算繪制工作圖、編制技術文件, 液壓系統(tǒng)設計流程 ,9.1明確任務、工況分析 一、明確設計任務 （1）液壓系統(tǒng)的動作和性能要求，如：執(zhí)行元件的運動方式、行程、速度范圍、負載條件、運動的平穩(wěn)性和精度、工作循環(huán)和動作周期、同步或聯(lián)鎖要求、工作可靠性要求等。 （2）液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境，如：環(huán)境溫度、濕度塵埃、通風情況、是否易燃、外界沖擊振動的情況及安裝空間的大小等。 二、工況分析分析液壓執(zhí)行元件的工作情況。 目的：了解其工作時的速度、負載變化的規(guī)律，并將此曲線表示出來，做為擬定液壓系統(tǒng)方案確定系統(tǒng)主要參數(shù)（壓力和流量）的依據(jù)。 注意：若動作簡單，可不作圖，只需找出最大負載和最大速度即可。,1. 運動速度分析 按設備的工藝要求，把所研究的執(zhí)行元件在完成一個工作循環(huán)時的運動規(guī)律用圖表示出來，稱速度圖。以圖 9-1a） 所示的液壓缸驅(qū)動的組合機床滑臺為例 來說明。 圖9-1a）是機床的動作循環(huán)圖。 由圖可見，工作循環(huán)為快進工進 快退； 圖9-1b ）是完成一個工作循環(huán)的 速度位移曲線，即速度圖。 圖9-1c）是該組合機床的負載圖。,2. 負載分析 圖9-1c）是該組合機床的負載圖，按設備的工藝要求，把執(zhí)行元件在各階段的負載用曲線表示出來，可直觀地看出在運動過程中何時受力最大、最小等各種情況，作為以后的設計依據(jù)。 負載的具體分析 液壓缸驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)進行直線往復運動時，所受到的外負載為：,式中FL工作負載； Ff摩擦阻力負載； Fa慣性負載; Fg執(zhí)行元件重力負載（有時要考慮）。,（9-1）,（1）工作負載 FL 工作負載與設備的工況有關。有效負載是在運動方向上的分力；垂直方向的負載與摩擦有關。 （2）摩擦阻力負載 Ff 摩擦阻力是指運動部件與支承面間的摩擦力，它與支承面的形狀、放置情況、潤滑條件以及運動狀態(tài)有關,（9-2）,式中 FN運動部件及外負載對支撐面的正壓力； f摩擦系數(shù)，分靜摩擦系數(shù)（ fS0.20.3）和動摩擦系數(shù)（fd 0.050.1）。,（3）慣性負載 Fa 慣性負載是運動部件的速度變化時，由其慣性而產(chǎn)生的負載，可用牛頓第二定律計算：,式中m 運動部件的質(zhì)量（kg）； a 運動部件的加速度（m/s2）； G 運動部件的重力（N）； g 重力加速度（m/s2）； v速度的變化量（m/s）； t速度變化所需的時間（s）。,（9-3）,（4）執(zhí)行元件重力負載Fg（有時要考慮） 當執(zhí)行元件的重力不與運動方向垂直時，要考慮其作用力。 除上述的以外，液壓缸的受力還有密封阻力（一般用效率 = 0.85 0.9來表示）、背壓力（指液壓缸回油腔壓力所造成的阻力，在系統(tǒng)方案和缸結(jié)構(gòu)確定前無法計算，可在最后計算時確定）。 若執(zhí)行機構(gòu)為液壓馬達，其負載力矩計算方法與液壓缸相類似。,液壓缸各階段中的負載計算公式,3. 執(zhí)行元件的參數(shù)確定 （1）初算工作壓力 當負載確定后，工作壓力就決定了系統(tǒng)的經(jīng)濟性和合理性。 根據(jù),（F為負載）,若p，則執(zhí)行元件的尺寸D，則密封要求就高，元件的制造精度也就更高，容積效率也就會降低； 若p，則執(zhí)行元件的尺寸D，重量大，完成給定速度所需的流量也大。所以應根據(jù)實際情況選取適當?shù)墓ぷ鲏毫Α?zhí)行元件工作壓力可以根據(jù)總負載值或主機設備類型選取。見表9-1和表9-2。,表9-1 按負載選擇執(zhí)行元件工作壓力,表9-2 各類液壓設備常用工作壓力,（2）確定執(zhí)行元件的幾何參數(shù) 液壓缸：它的幾何參數(shù)就是有效工作面積A ，對液壓馬達來說就是排量V 。 液壓缸有效面積A可由下式求得,式中F液壓缸上的外負載（N）； cm液壓缸的機械效率； p液壓缸的工作壓力（Pa）；A所求液壓缸的有效工作面積（m2）。,（9-4）,計算出的工作面積A還必須按液壓缸的最低穩(wěn)定速度vmin來驗算，即,（9-5）,qmin流量閥最小穩(wěn)定流量。,液壓馬達：排量的計算式為,式中 T液壓馬達的總負載轉(zhuǎn)矩，N.m； Mm液壓馬達的機械效率； p液壓馬達的工作壓力，pa； V所求液壓馬達的排量，m3/r。,同樣，上式所求的排量也必須滿足液壓馬達最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速 nmin要求，即,式中 qmin輸入液壓馬達的最低穩(wěn)定流量。,（9-7）,（9-6）,排量確定后，可從產(chǎn)品樣本中選擇液壓馬達的型號。,（3）執(zhí)行元件最大流量的確定 對于液壓缸，它所需的最大流量qmax 就等于液壓缸有效工作面積A與液壓缸最大移動速度vmax的乘積，即 qmax=A vmax （9-8） 對于液壓馬達，它所需的最大流量qmax應為馬達的排量V與其最大轉(zhuǎn)數(shù)nmax的乘積，即 qmax=V nmax （9-9）,4. 繪制液壓執(zhí)行元件的工況圖 工況三圖：壓力圖、流量圖、功率圖。 （1）工況圖的繪制（壓力p，流量q，功率P均為時間t的函數(shù)）。 復算執(zhí)行元件的工作壓力（考慮背壓pb，A1、A2分別為無、有桿腔有效面積）。 快進時： 差動系統(tǒng),非差動系統(tǒng),工進時：,快退,壓力圖9-2a，流量圖9-2b，功率圖9-2c。,圖9-2 組合機床執(zhí)行元件工況圖,（2）工況圖的作用 直觀、方便地找出 pmax、qmax、Pmax ，可選擇泵、電動機的P和n。亦對選擇液壓元件具有指導意義。,9.2擬定液壓系統(tǒng)原理圖 一、執(zhí)行元件（根據(jù)設備的工況選擇執(zhí)行元件） 1、往復直線運動液壓缸（單、雙出桿）、（差動）。 2、往復擺動擺動缸等。 3、旋轉(zhuǎn)運動液壓馬達。 二、液壓回路的選擇（按主機工作特點及性能要求選擇） 1、機床調(diào)速、速度換接要平穩(wěn)； 2、壓力機調(diào)壓回路； 3、起重機平衡回路； 4、多缸動作順序動作回路。,三、液壓回路的綜合 把選出來的各種液壓回路放在一起，進行歸并、整理，再增加一些必要的元件或輔助油路，使之成為完整的液壓傳動系統(tǒng)，進行這項工作時還必須注意以下幾點： （1）安全可靠加安全閥； （2）系統(tǒng)效率、發(fā)熱、卸荷、差動、雙泵供油； （3）經(jīng)濟合理，便于維修檢測板式連接、集成塊； （4）輔助元件油箱、濾油器、壓力表等。,9.3液壓元件的計算與選擇 根據(jù)p、q選擇元件的規(guī)格、型號。 一、液壓泵的選擇 1、液壓泵的最高工作壓力 在系統(tǒng)正常工作時泵所能提供的最高壓力。 定量泵系統(tǒng)：由溢流閥調(diào)定； 變量泵系統(tǒng)：與泵的特征曲線上的流量相對應的。 分兩種情況：（p1執(zhí)行機構(gòu)的最大壓力） （1）執(zhí)行機構(gòu)在運動行程終了，停止時才需最高工作壓力：,（2）是執(zhí)行機構(gòu)的運動行程中出現(xiàn)的：,式中 為總壓力損失，先估算,式中K泄漏系數(shù)，取1.11.3。,2、確定液壓泵的最大供油量,同時動作各缸流量之和的最大值。,3、選擇泵的規(guī)格 根據(jù)前面設計計算的pp、qp從產(chǎn)品樣本中選擇，壓力要高出pp的2560%。流量與qp不要高出太多，基本相當。 4、電動機的功率 （1）在整個工作循環(huán)中，液壓泵的功率變化較小時，可按下式計算液壓泵所需驅(qū)動功率，即,（9-13）,pp液壓泵的最大工作壓力，Pa； qp液壓泵的輸出流量，m3/s； p液壓泵的總效率。,(2) 當在整個工作循環(huán)中，液壓泵的功率變化較大，且在功率循環(huán)圖中最高功率所持續(xù)的時間很短時，按式(9-13)分別計算出工作循環(huán)各階段的功率，然后用下式計算其所需電機的平均功率:,（9-14）,式中：ti為一個工作循環(huán)中第i 階段持續(xù)的時間。 求出了平均功率，還要驗算每個階段電機的超載量是否在允許的范圍內(nèi)，一般允許短期超載25%。在范圍內(nèi)時，可根據(jù)平均功率P和泵的轉(zhuǎn)速n從產(chǎn)品樣本中選擇。,對于限壓式變量泵系統(tǒng)，按（9-13）式分別計算快速與慢速兩種工況時所需要的驅(qū)動功率，計算后按較大的作為選擇電機的依據(jù)。由于限壓式變量泵在快速與慢速轉(zhuǎn)換過程中，必須經(jīng)過泵流量特性曲線的最大功率點（拐點），為使其在經(jīng)過Pmax點時不停轉(zhuǎn)，需進行演算，即,（9-15）,式中 pB拐點壓力，qB壓力為pB時的泵輸出流量；Pn電機額定功率， p泵的效率（注意：限壓式變量泵輸出流量較小時， p會急劇下降，一般輸出流量為0.21L/min時， p=0.030.14，流量大取大）。,二、閥類元件的選擇 根據(jù)閥的最大工作壓力和流經(jīng)閥的最大流量來選擇控制閥的規(guī)格。即：所選用的閥類元件的額定壓力、額定流量要大于系統(tǒng)的最高工作壓力及實際通過閥的最大流量。在條件不允許時，可適當增大通過閥的流量，但不得超過閥額定流量的 20% ，否則會引起壓力損失過大。 三、液壓輔助元件的選擇 油箱、濾油器、蓄能器、油管、管接頭、冷卻等液壓輔助元件可按第五章的有關原則選取。,9.4 液壓系統(tǒng)的性能驗算 一、液壓系統(tǒng)壓力損失的驗算 在前面確定液壓泵的最高工作壓力時提及壓力損失，當時由于系統(tǒng)還沒有完全設計完畢，管道的設置也沒有確定，因此只能作粗略的估算?，F(xiàn)在液壓系統(tǒng)的元件、安裝形式、油管和管接頭均定下來了，需驗算管路系統(tǒng)的總壓力損失，看其是否在前述假設的范圍內(nèi)，借此可較準確地確定泵的工作壓力，較準確地調(diào)節(jié)變量泵或溢流閥，保證系統(tǒng)的工作性能。 若計算結(jié)果與前設壓力損失相差較大，則應對原設計進行修正。 具體方法：將計算出來的壓力損失代替原假設值按下式重算系統(tǒng)的壓力：,當執(zhí)行元件為液壓缸時,（9-16）,F為作用在液壓缸上的外負載；A1、A2分別為液壓缸進、回油腔的有效面積；p1、p2分別為進、回油管路的總的壓力損失；cm為液壓缸的機械效率,計算時注意： 快速運動時：液壓缸上的外負載小，管路中流量大，壓力損失也大； 慢速運動時：外負載大，流量小，壓力損失也小。 所以應分別進行計算。計算出的系統(tǒng)壓力值應小于泵（因有一定的壓力儲備），否則就應另選額定壓力較高的液壓泵，或者采用其它方法降低系統(tǒng)的壓力，如增大液壓缸直徑等方法。,2. 當執(zhí)行元件為液壓馬達時,（ 9-17）,二、液壓系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算 發(fā)熱原因：液壓系統(tǒng)在工作時由于存在著各種各樣的機械損失、壓力損失和流量損失，這些損失大都轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮?，使系統(tǒng)發(fā)熱、油溫升高。油溫升高過多會造成系統(tǒng)的泄漏增加，運動件動作失靈，油液變質(zhì)，縮短橡膠密封圈的壽命等不良后果，所以為了使液壓系統(tǒng)保持正常工作，應使油溫保持在允許的范圍之內(nèi)。 產(chǎn)生熱能的元件：液壓缸、液壓泵、溢流閥和節(jié)流閥，散熱的元件主要是油箱，系統(tǒng)經(jīng)一段時間后，發(fā)熱與散熱會相等，即達到熱平衡，不同的設備在不同的情況下，達到熱平衡的溫度也不一樣，所以必須進行驗算。,1. 系統(tǒng)發(fā)熱量的計算 單位時間內(nèi)液壓系統(tǒng)的發(fā)熱量按下式計算： H = P（1 ） （9-18） P液壓泵的輸出功率kW ；液壓系統(tǒng)的總效率，是液壓泵的效率P、回路的效率 c 、 液壓執(zhí)行元件的效率 M的乘積，即,式中A油箱的散熱面積（ m2 ），t 系統(tǒng)溫升（ 0C ），h散熱系數(shù)kW/（ m2 0C），不同情況 h 不同（見教材）。,2.系統(tǒng)散熱量的計算 單位時間內(nèi)油箱的散熱量為,（9-20）,3.系統(tǒng)熱平衡溫度的驗算及散熱面積計算 當液壓系統(tǒng)達到熱平衡時有：H0=H，即,（9-21）,當油箱的三個邊長之比在1:1:1到1:2:3范圍內(nèi)，且油位是油箱高度的0.8倍時，散熱面積近似為,（9-22）,式中 V為油箱有效容積（L）；A為散熱面積（m2）。 由式（9-21）計算出的系統(tǒng)溫升t +環(huán)境溫度應不超過油液的最高允許溫度，否則應采取進一步的散熱措施。,9.5繪制工作圖和編制技術文件 一、繪制工作圖 （1）液壓系統(tǒng)原理圖 圖上除畫出整個系統(tǒng)的回路之外，還應注明各元件的規(guī)格、型號、壓力調(diào)整值，并給出各執(zhí)行元件的工作循環(huán)圖，列出電磁鐵及壓力繼電器的動作順序表。 （2）集成油路裝配圖 若選用油路板，應將各元件畫在油路板上，便于裝配；若采用集成塊或疊加閥時，因有通用件，設計者只需選用，最后將選用的產(chǎn)品組合起來繪制成裝配圖。,（3）泵站裝配圖 將集成油路裝置、泵、電動機與油箱組合在一起畫成裝配圖，表明它們的相互位置、安裝尺寸及總體外形。 （4）畫出非標準專用件的裝配圖及零件圖。 （5）管路裝配圖 表示出油管的走向，注明管道的直徑及長度，各種管接頭的規(guī)格、管夾的安裝位置和裝配技術要求等。 （6）電器線路圖 表示出電動機的控制線路，電磁閥的控制線路、壓力繼電器和行程開關等。 二、編寫技術文件 包括液壓系統(tǒng)設計計算說明書，使用及維護技術說明書，零部件目錄表、標準件和通用件及外 購件總表等。,9.5液壓系統(tǒng)設計計算舉例 以上料機的液壓系統(tǒng)的設計為例。 動作：快速上升慢速上升停留快速下降。 已知條件： （1）工件1重量為5kN，滑臺2的重量為1kN。 （2）快速上升行程350mm，速度45mm/s； （3）慢速上升行程100mm，速度8mm/s； （4）快速下降行程450mm，速度55mm/s。 （5）其它：滑臺采用V形導軌，導軌面夾角900，滑臺與導軌的最大間隙2mm，啟動加速減速時間均為0.5s，液壓缸的機械效率=0.91。,一、負載分析 1、工作負載 FL=FG=（5000+1000）=6000N 2、摩擦負載,因工件是垂直起升，作用在導軌上的正壓力根據(jù)其間隙和結(jié)構(gòu)尺寸求得：FN=120N，取fs=0.2，fd=0.1，則 靜摩擦負載 ：Ffs=33.94 N 動摩擦負載 ： Ffd=16.97 N,3、慣性負載,根據(jù)以上計算，考慮液壓缸垂直安放，重量較大，為防止因自重自行下滑，系統(tǒng)應設置平衡回路。故對快速向下運動負載分析時，就不考慮滑臺2的重量，則液壓缸各階段的負載如下表所示（ m=0.91）,表9-3 液壓缸各階段負載,二、負載圖及速度圖的繪制（圖9-4） 按照負載分析結(jié)果及已知速度、行程等繪制。,三、液壓缸主要參數(shù)的確定 1、初選液壓缸的工作壓力 因為負載不大，初選液壓缸的工作壓力為2.00MPa。 2、計算液壓缸的尺寸,根據(jù)快上和快下的速度來確定活塞桿的直徑：,d=26.86mm（按標準取d=25mm）,則 A無=31.172 A有=26.262,3、活塞桿穩(wěn)定性校核 （按一端支承、一端鉸接進行，略） 4、求液壓缸的最大流量 q快上 = A無v快上 = 140.2710-6 m3/s = 8.42 L/min q慢上 = A無v慢上 = 24.9410-6 m3/s = 1.50 L/min q快下 = A有v快下 = 144.4310-6 m3/s = 8.67 L/min 5、繪制工況圖 工作循環(huán)中各工作階段的液壓缸壓力、流量、功率如下表：,注：壓力為按照D=63mm時反計算對 2 MPa 的修正。,由上表可繪制液壓缸的工況圖（圖9-5）。,四、液壓系統(tǒng)圖的擬定 主要考慮以下問題： （1）供油方式：快、慢流